Выбор схемы установки подшипников



 

Установка вала требует достаточно надёжной осевой фиксации из-за действия осевой нагрузки. Такую фиксацию обеспечивает схема установки подшипника "враспор". При этом торцы внутренних колец подшипника упираются в буртики выполненные на валу, торцы внешних колец упираются и торцы крышек.

Такая схема установки обеспечивает простоту конструкции, небольшое количество деталей узла, простоту регулировки, которая производится набором прокладок.

Для того чтобы избежать защемления вала в опорах в результате температурных деформаций необходимо предусмотреть зазор между торцом внешнего кольца одного из подшипников и крышкой. После установления нормального температурного режима работы вала зазор исчезает. И в соответствии с рекомендациями [3] стр.38 примем для обоих валов зазор 0,5 мм.

Проверка долговечности подшипников тихоходного вала

Составление расчётной схемы и определение реакций в опорах

Для составления расчетной схемы используем эскизы валов и предварительную прорисовку редуктора.

Расчетная схема тихоходного вала представлена в приложении 5. На тихоходный вал действуют силы в зацеплении. В подшипниковых опорах - В и Г возникают реакции опор. Реакции представлены в виде составляющих на

оси координат. Определяем реакции в опорах В и Г. Расчёт ведём отдельно для плоскости ZOX и плоскости YOX.

Рис.1.

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
24
ПМЕХ. 6
где l4 =60 мм; l5 = 120 мм - приняты из предварительной прорисовки редуктора.

Из суммы моментов всех сил, действующих на в плоскости YOZ относительно опоры B получим:

 

 

Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости YOZ относительно опоры Г получим:

 

 

Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры В получим:

 

Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры Г получим:

 

 

Суммарные реакции опор:

 

 

Как видно наибольшая реакция возникает в опоре Г. По величине этой реакции будем производить проверку долговечности подшипников для тихоходного вала.

 

Проверка долговечности подшипников

 

На тихоходный вал принят подшипник №46219. Для данного подшипника динамическая грузоподъёмность С = 98 кН, статическая грузоподъёмность Со = 73 кН. Эквивалентная нагрузка на подшипник:

 

Рэ= (XVR +YFa) KбKm

 

где X коэффициент радиальной нагрузки. Определяем по таблице 6.1 [3], для угла контакта 26 градусов, отношения Fa /VR= 3114/1·7835 = 0.4, e=0.68. Так как Fa /VR < e, то X=1, Y=0.92.

V = l - коэффициент учитывающий вращение колец, (стр.103 [3]);

Кб = 1,2 - коэффициент безопасности, принят по таблице 6.3 [3] ;

Кт = 1 - температурный коэффициент, принят по таблице 6.4 [3].

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
25
ПМЕХ. 6


Рэ= (1·1·7835+0.92·3114) ·1.2·1=12840 H

 

Расчётная долговечность подшипника в часах:

 

 

где а23 = 0,7 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий

 

эксплуатации, (стр.105 [3]);

Р = 3 - показатель степени для шариковых подшипников, (стр.105 [3]). Такая долговечность превышает ресурс привода, следовательно, принятый подшипник подходит.


 

8.

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
26
ПМЕХ. 6
Конструирование элементов цилиндрической передачи

 

Шестерню выполняем как единое целое с валом, размеры этой детали определены ранее.

При мелкосерийном производстве заготовку зубчатого колеса получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Конструкция колеса имеет несложную технологию изготовления, небольшой вес, обеспечивает экономию материала и достаточную несущую способность.

Размеры колеса вычисляем в зависимости от диаметра тихоходного вала под колесо и ширины колеса вычисленных ранее. Расчёт ведём в соответствии с ([3], стр.64).

Диаметр ступицы:

 

dcm= 1.55dk= 1.55·105 = 162.75 мм

 

принимаем dcm= 170 мм.

Толщина зубчатого венца:

 

S = 2.2m + 0.05b2 = 2.2·2 + 0.05·92 = 9 мм

 

Фаска: f=0.6·m = 0.6·2 = 1.2 мм принимаем в соответствии с табл.4.1 [3] f = 1.2 мм, угол фаски 45°.

Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на диске колеса применим выточки.

На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр посадочного отверстия назначаем поле допуска Н7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.

Шероховатость поверхности зубьев Ra1.6, шероховатость посадочной поверхности RaO.80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ral6 6, шероховатость остальных поверхностей Ra6.3.

Для того, чтобы ограничить концентрацию контактных давлений на посадочной поверхности колеса назначаем допуск цилиндричности посадочной поверхности колеса 0.12. Для того чтобы создать точную базу для подшипника назначаем допуск перпендикулярности торца колеса 0.04.


 

9.

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
27
ПМЕХ. 6
Расчёт шпонок

 

Для соединения валов с деталями вращения принимаем шпонки по ГОСТ 23360-78 как наиболее простые по конструкции. Расчёт шпонки сводится к определению напряжения смятия.

Шпонка соединения ведомого шкива и быстроходного вала:

 

где h = 8мм - высота шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала; lP=l-b= 50-10 = 40 мм - рабочая длина шпонки; l = 50 мм - длина шпоночного паза; b = 12 мм - ширина шпонки; [σсм] = 140 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

где d = 80 мм - диаметр выходного конца вала; h=14 мм - высота шпонки; t1 = 9 мм - глубина паза шпонки; lP=l-b = 110-22 = 88 мм - рабочая длина шпонки; l=110 мм - длина шпоночного паза; b=22мм - ширина шпонки; [σсм] = 140 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Шпонка соединения тихоходного вала и колеса:

где d = 105 мм - диаметр участка вала под колесом; h = 14 мм - высота шпонки; t1 = 9мм - глубина паза; lP=l-b = 80-22 =118 мм - рабочая длина шпонки; l = 80 мм - длина шпоночного паза; b =22 мм - ширина шпонки; [σсм] = 140 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Шпонка соединения тихоходного вала и полумуфты:

где h = 14 мм - высота шпонки; t1 = 9 мм - глубина паза вала; lP=l-b =110-22= =88 мм - рабочая длина шпонки; l = 110 мм - длина шпоночного паза; b = 22 мм - ширина шпонки; [σсм] = 140 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.


Конструирование шкивов

 

Конструкцию шкивов ремённой передачи принимаем в соответствии с приложением 2. Т. к. производство привода крупносерийное шкивы изготавливаем литыми из СЧ-15 ГОСТ 1412-79.

Расчёт размеров ведём в соответствии с таблицей 4.9 [3]. Ширина шкивов:

М= (n-1) e + 2f = (4-1) ·25.5+2·17=110.5 мм

где п = 4 - число ремней; е= 25,5 - шаг ремня; l = 17 - расстояние от кромки шкива до оси первого зуба ремня. Данные приняты в соответствии с ГОСТ 20889-80.

Толщина ободов:

δ = 1.3h = 1.3·14.3 = 18.6 мм

принимаем δ - 19 мм.

где h = 14,3 мм - глубина паза для ремня, принят в соответствии с ГОСТ 20889-80.

Толщина дисков:

С = 1,3 δ = 1.3·19 = 24.7 мм

принимаем С =25 мм.

 

Диаметры ступиц:

Ведущего шкива:

dстб = 1.55dв = 1.55·48 = 74.4 мм

принимаем dстб = 80 мм

Ведомого шкива:

dстт = 1.55d = 1.55·40 = 62 мм

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
28
ПМЕХ. 6
принимаем dстт = 70 мм

 

Длины ступиц:

Ведущего шкива:

lстб = 1.55dдв = 1.5·48 = 72 мм

принимаем lстб = 80 мм

Ведомого шкива:

lстт = 1.55d = 1.5·40 = 60 мм

принимаем lстт = 60 мм

Шкивы устанавливаются на валах при помощи шпонок.


Уточнённый расчёт валов

 


Дата добавления: 2018-02-18; просмотров: 652; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:






Мы поможем в написании ваших работ!